1827_液壓挖掘機行走裝置

1827_液壓挖掘機行走裝置,液壓,挖掘機,行走,裝置 南昌航空大學科技學院學士學位論文目 錄1 緒 論 .11.1 選題意義 .11.2 國內外研究現(xiàn)狀 .21.3 研究內容及方法 .32 行走裝置設計總體基本方案 .42.1 行走裝置設計原則 .42.2 輪式液壓挖掘機行走裝置的結構形式 .42.3 液壓系統(tǒng)的設計 .62.4 輪式行走裝置的傳動設計（液壓機械傳動） .102.5 輪式行走裝置的構造 .112.5.1 懸掛裝置選擇 .112.5.2 轉向機構 .122.5.3 轉向方式 .133 整機傳動系的設計 .153.1 選擇液壓馬達類型、行走速度及傳動比 .153.2 實際速度及牽引力 .173.3 挖掘機行走裝置參數(shù) .173.4 變速箱設計 .183.4.1 低速檔齒輪設計 .181 材料選擇 .182 齒數(shù)確定 .183 按齒面接觸強度設計 .184 按齒根彎曲強度設計 .215 齒輪幾何尺寸計算 .233.4.2 高速檔齒輪設計 .233.4.3 齒輪變位 .243.5 輪邊減速器 .263.5.1 傳動方案的選擇 .263.5.2 配齒選擇 .263.5.3 行星傳動系設計 .27南昌航空大學科技學院學士學位論文主要參數(shù)確定. .274 其他部件設計 .284.1 軸和軸承設計 .284.2 軸承、鍵和連軸器的選擇 .284.2.1 輸入軸 .284.2.2 輸出軸 .295 液壓挖掘機行走裝置運動仿真設計 .315.1 模型的建立 .315.2 構件運動配裝 .315.2.1 相似點 .315.2.2 不同點 .31結 論 .35參考文獻 .36致 謝 .37南昌航空大學科技學院學士學位論文11 緒 論改革開放以來，我國的科學技術、信息技術迅猛發(fā)展，各行各業(yè)都發(fā)生了翻天覆地的變化，工程機械行業(yè)同樣得到了相應的快速發(fā)展。各行各業(yè)都在奮力拼搏、大膽創(chuàng)新，使得工程機械品種不斷增加、產量不斷提高、性能不斷完善，發(fā)展勢頭強勁。液壓挖掘機是工程機械的一個重要品種，是一種廣泛用于建筑、鐵路、公路、水利、采礦等建設工程的土方機械。它的發(fā)展與應用反映了一個國家施工機械化的水平。液壓挖掘機由發(fā)動機、液壓系統(tǒng)、回轉機構、工作裝置、底盤五部分組成。發(fā)動機的作用是提供動力；液壓系統(tǒng)功能是把發(fā)動機機械能以油液為介質，利用油泵轉變?yōu)橐簤耗軅魉徒o油缸、馬達等，再傳動各個執(zhí)行機構，實現(xiàn)各種運動；回轉機構是實現(xiàn)轉臺的回轉；工作裝置的作用是進行作業(yè)；底盤的作用是承重、傳力并保證滿足對車速、牽引力和行駛方向的要求。底盤是組成整體的主要部分，行走機構的性能優(yōu)劣直接影響整機的使用性能、經濟性能，因此著力研究液壓挖掘機的行走裝置具有十分重要的意義。根據設計依據及要求，完成挖掘機行走機構總體及減速器設計，進一步掌握挖掘機的設計方法和步驟；鞏固、加深對所學的基礎理論、基本技能和專業(yè)知識的掌握；了解國內外液壓挖掘機發(fā)展狀況。液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切割刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現(xiàn)代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的一種重要機械設備。所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。據建筑施工部門統(tǒng)計，一臺容量為 1.0 m3 的液壓挖掘機挖掘級土壤時。每班生產率大約相當于 300400 和工人一天的工作量。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有重要意義。1.1 選題意義液壓挖掘機是在機械傳動挖掘機的基礎上發(fā)展起來的。它的工作過程是以鏟斗的切削刃切削土壤，鏟斗裝滿后提升、回轉至卸土位置，卸空后的鏟斗再回到挖掘位置并開始下一次的作業(yè)。因此，液壓挖掘機是一種周期作業(yè)的土方機械。液壓挖掘機與機械傳動挖掘機一樣，在工業(yè)與民用建筑、交通運輸、水利施工、露天采礦及現(xiàn)代化軍事工程中都有著廣泛的應用，是各種土石方施工中不可缺少的南昌航空大學科技學院學士學位論文2一種重要機械設備。在建筑工程中，可用來挖掘苦坑、排水溝，拆除舊有建筑物，平整場地等。更換工作裝置后，可進行裝卸、安裝、打樁和拔除樹根等作業(yè)。在水利施工中，可用來開挖水庫、運河、水電站堤壩的基坑、排水或灌溉的溝渠，疏浚和挖深原有河道等。在鐵路、公路建設中，用來挖掘土方、建筑路基、平整地面和開挖路旁排水溝等。在石油、電力、通信業(yè)的基礎建設及市政建設中，用來挖掘電纜溝和管道等。在露天采礦場上，可用來剝離礦石或煤，也可用來進行堆棄、裝載和鉆孔等作業(yè)。在軍事工程中，或用來筑路、挖壕溝和掩體、建造各種軍事建筑物。所以，液壓挖掘機作為工程機械的一個重要品種，對于減輕工人繁重的體力勞動，提高施工機械化水平，加快施工進度，促進各項建設事業(yè)的發(fā)展，都起著很大的作用。因此，大力發(fā)展液壓挖掘機，對于提高勞動生產率和加速國民經濟的發(fā)展具有重要意義。1.2 國內外研究現(xiàn)狀國外研究現(xiàn)狀：近些年來，隨著微電子技術，計算機技術，控制技術通信技術等新技術的日益滲透液壓挖掘機技術中，智能化的進一步應用，使得動力系統(tǒng)內部一些控制元件能夠隨著挖掘機具體工作狀況而改變，從而提高工作效率，使操縱變得更容易。世界各工業(yè)發(fā)達國家的液壓挖掘機技術得以迅速提高，像國外的這些廠家如日本的小松、日立、神鋼、住友等，美國的卡特，韓國的大宇、現(xiàn)代，尤其是德國的挖掘機，技術都已經很先進了。而今，挖掘機技術更是朝著智能、環(huán)保的方向發(fā)展，像Carnegie Mellon 大學的自主裝載系統(tǒng)、澳大利亞機器人中心、英國蘭卡斯特大學的智能挖掘機等都在開始新興技術的融合發(fā)展，上世紀 80 年代初, 美國 Kraft TeleRobtics 公司和 John Deere 公司等都相繼成功開發(fā)出遙控挖掘機，日本小松制作所以 PC200- 2 型液壓挖掘機為基本機型進行遙控挖掘機研制。國內研究現(xiàn)狀：國產挖掘機的功能比較單一，其衍生產品較少，而且國產挖掘機規(guī)格主要集中在30t 以下，6t 以下的規(guī)格比較齊全，從 1.5t-30t 基本形成系列，200t 以上基本空南昌航空大學科技學院學士學位論文3白，因此我國挖掘機還處于“發(fā)展期” 。我國挖掘機企業(yè)在研發(fā)體系和試驗體系建設方面雛形難見，產品的開發(fā)基本上處于仿造階段，電控技術只有山東眾友等少數(shù)公司自己開發(fā)，大多數(shù)企業(yè)都在選購。節(jié)能減排，降噪安全部件精細作業(yè)的工作裝置、不同功能的附屬裝置等方面的研發(fā)個別企業(yè)才剛剛起步，大多數(shù)企業(yè)沒有能力涉及。目前我國挖掘機的質量問題主要表現(xiàn)在：結構件、電控、發(fā)動機、液壓件等核心部件，以及諸如軸銷、司機室、四輪一帶等其他部件。國內挖掘機廠家諸如廣西玉柴、柳工股份、三一重工、河北宣工、徐工、山河智能、龍工集團等，正在崛起的江西南特、桂林華力、湖南九五重工、南昌華工、大連黑貓、合肥振宇等。1.3 研究內容及方法研究內容：1；根據要求，初步確定行走裝置總體方案的設計。2；行走裝置等有關參數(shù)和行走裝置結構布置。3；行走機構傳動方案，確定行走液壓馬達主參數(shù)和傳動比等。4；進行變速箱設計、軸及其他相關部件選擇，并對相關行走裝置強度的計算。5；驗算行走速度、爬坡能力。對行走穩(wěn)定性進行驗算。研究方法：主要是根據公式計算法（查表法）以挖掘機的機重為指標，對現(xiàn)代挖掘機總體參數(shù)用概率的方法得出各主要參數(shù)的經驗系數(shù)，以公式來確定挖掘機的各種參數(shù)，然后根據所得出的參數(shù)與給出的參數(shù)對比，求得最接近的設計參數(shù)。根據所得的數(shù)據進行 CAD 圖紙的繪制，利用 Pro/e 軟件將行走裝置的零件進行三維裝配，并進行仿真行走運動的模擬，通過三維仿真模擬檢驗設計參數(shù)的合理性。南昌航空大學科技學院學士學位論文42 行走裝置設計總體基本方案2.1 行走裝置設計原則單斗液壓挖掘機的行走裝置是整機的支撐部分，其作用是用來承受機械的自重及工作裝置挖掘時的反力，使挖掘機穩(wěn)定的支撐在地面上工作。同時又使挖掘機能在工作時作場內運動及轉移工地時作運輸性（輪式行走裝置）運行。因而，設計單斗液壓挖掘機的行走裝置時應盡量滿足以下要求：1、單斗液壓挖掘機應有較大的牽引力，使挖掘機在濕軟的地面或高低不平的地面上行走時具有良好的越野性能，并有較強的爬坡能力和轉彎能。2、在不增高行走裝置的總高度的前提下應使行走裝置具有較大的離地間隙，使挖掘機在不平地面上行走具有良好的通過性能。3、要降低挖掘機的接地比壓或使其具有較大的支撐面積，以提高挖掘機的穩(wěn)定性。4、挖掘機在斜坡下行時不發(fā)生超速溜坡現(xiàn)象，挖掘時不發(fā)生下滑，提高工作時的安全可靠性。5、挖掘機的行走裝置外形尺寸應符合道路運輸?shù)囊?。輪胎式行走裝置與履帶式相比，最大的優(yōu)點是機動性好，運行速度快（通常達到 20KM/h） 。如將傳動箱脫檔后由牽引車拖運作長距離運輸時，速度可達 60KM/h。輪胎式行走裝置的缺點是接地比壓較大（150500KPa）爬坡能力較?。ㄍǔ２怀^65） 。挖掘時需用專門的支腿支撐使機身穩(wěn)定。目前輪胎式行走裝置基本上只用在斗容量 1m 以下的挖掘機中。單斗液壓挖掘機的行走裝置按照傳動方式可分為液壓3式和機械式兩類。選擇行走裝置的形式時，應根據工作地點的土壤條件、工作量、運輸距離及使用條件等決定。2.2 輪式液壓挖掘機行走裝置的結構形式輪胎式液壓挖掘機形式很多，有裝在標準汽車地盤上的液壓挖掘機，也有裝在輪胎式拖拉機地盤上的懸掛式液壓挖掘機。這些挖掘機的斗容量斗較小，工作裝置回轉角度受一定的限制。若斗容量稍大、工作性能要求較高的輪胎式挖掘機斗具有專業(yè)的輪胎地盤行走裝置。南昌航空大學科技學院學士學位論文5專用輪胎地盤的行走裝置式根據挖掘機的工況、行駛要求等因素合理設計的行走裝置，挖掘機的作業(yè)及行駛操作均在駕駛室內進行，因此，操作方便，靈活可靠。圖 2.1 輪式挖掘機行走裝置1-車架；2-回轉支承；3-中央回轉接頭；4-支腿；5-后橋；6-傳動軸；7-液壓馬達及變速箱：8-前橋輪胎式行走裝置的主要特點:a 用于承載能力較強的越野路面:b 輪式挖掘機的行駛速度通常不超過 20KM/h。對地面最大比壓為 150500KPa。爬坡能力為 4060%。標準斗容小于 0.6 立方米的挖掘機可采用與履帶行走裝置完全相同的回轉平臺及上部機構。c 為了改善越野性能。輪胎式行走裝置多采用全輪驅動。液壓懸掛平衡擺動軸.作業(yè)時有液壓支腿支撐。使驅動橋卸荷，工作穩(wěn)定。d 長距離運輸時為了提高效率。傳動分配箱應脫擋。有牽引車牽引。并應與拖掛牽引車達到同步行車。而挖掘機可以無司機照管。輪式液壓行走裝置如圖 2.1 所示。行走液壓馬達直接與變速箱相連接（變速箱安裝在底盤上） ，動力通過變速箱由傳動軸輸出給前后驅動橋，或再經輪邊減速傳驅動車輪。輪式單斗液壓挖掘機的行走速度不高，其后橋常采用剛性連接，結構簡單。前橋軸南昌航空大學科技學院學士學位論文6可以懸掛擺動，如圖 2.2 所示。圖 2.2 擺動前橋機構示意圖1-車架；2-回轉支承；3-中央回轉接頭；4-支腿；5-后橋；6-傳動軸；7-液壓馬達及變速箱：8-前橋車橋與前橋 4 通過中間的擺動鉸銷鉸接。鉸的兩側設有兩個懸掛液壓油缸 2，它的一端與車架 5 連接，活塞桿端與前橋 4 連接。挖掘機工作時，控制閥 1 把兩個液壓缸的工作腔與油箱的通路切斷，此時液壓油缸將前橋的平衡懸掛鎖住，減少了擺動，提高了作業(yè)穩(wěn)定性：行走時控制閥 1 左移，使兩個懸掛液壓缸的工作腔相通，并與油箱接通。前橋便能適應路面的高低坡度，上下擺動使輪胎與地面保持足夠的附著力。2.3 液壓系統(tǒng)的設計一、根據挖掘機的工作環(huán)境和條件。液壓系統(tǒng)應滿足下列要求:充分利用發(fā)動機功率。提高傳動效率;系統(tǒng)和元件應保證在外負荷變化大和急劇的振動沖擊作用下。具有足夠的可靠性;力求減少系統(tǒng)總發(fā)熱量。設置輕便耐振的冷卻裝置。使主機持續(xù)工作時。油溫不超過 85 度，或溫升不大于 45 度;系統(tǒng)的密封性能要好.由于工作場地塵土多。油液容易污染。要求所用元件對油液污南昌航空大學科技學院學士學位論文7染的敏感性低。整個系統(tǒng)要設置濾油器和防塵裝置;為了減輕司機操作強度。要考慮采用液壓或電液伺服操縱裝置。全液壓推土機行駛系統(tǒng)的傳動方案圖 2.3 和控制原理圖 2.4。發(fā)動機分動箱左變量泵左變量泵左變量馬達左變量馬達左變速裝置右變速裝置左驅動輪右驅動輪圖 2.3 液壓挖掘機行駛驅動系統(tǒng)傳動方案全液壓推土機的行駛驅動系統(tǒng)主要由變量泵、變量馬達、補油泵、溢流閥等組成，確定電液比例控制全液壓推土機行駛驅動系統(tǒng)單邊回路和控制原理如圖 2、3 所示：圖 2.4 液壓挖掘機機行駛驅動系統(tǒng)單邊回路1 變量泵 2 變量馬達 3、4 單向閥 5 過濾器 6 補油泵 7、9 溢流閥 8 電磁閥確定整個系統(tǒng)的控制原理如圖 2.5南昌航空大學科技學院學士學位論文8發(fā)動機 變量泵 變量馬達 行走機構控制器電液比例變量機構速度傳感器 速度傳感器電液比例變量機構油門控制機構壓力傳感器圖 2.5 控制原理框圖二、液壓系統(tǒng)中發(fā)動機、液壓泵，液壓馬達的控制策略。推土機靜壓傳動整個系統(tǒng)的控制原理為極限負載控制。即根據負載的大小變化，發(fā)動機提供相應的功率和扭矩。2.1 控制策略部分表 1 挖掘機行走系統(tǒng)控制策略工作狀態(tài) 發(fā)動機狀態(tài) 泵狀態(tài) 馬達狀態(tài) 系統(tǒng)壓力 車速由怠速起動，轉速上升功率增大檢測泵排量，減少或增大泵排量到額定值區(qū)間接受信號則調至最大效率排量逐漸增大至馬達扭矩需要壓力逐漸增大起步800-2200 28ml/r 90ml/r 0-15mpa-21mpa 0-2km/h起步排量 定量 起步排量 定量 漸回落 3.7mpa16.8ml/r 40ml/r 55ml/r 3.7 4mpa 0 4.3km/h40ml/r 56ml/r 55ml/r 4mpa 4mpa 4.3 6.5km/h行走發(fā)動機處于低功率低油耗區(qū)56ml/r 55ml/r 38ml/r 4mpa 4mpa 6.5 8.5km/h最大深度 下鏟 40ml/r 56ml/r 107ml/r 16.8mpa 21mpa3.3km/h工作平均鏟運深度鏟運 50ml/r 56ml/r 90ml/r107ml/r18mpa 21mpa制動 低功率 0 0 0南昌航空大學科技學院學士學位論文92.2 控制實現(xiàn)控制系統(tǒng)需要通過多個控制系統(tǒng)共同作用，以 PLC 作為主控制器的控制系統(tǒng)簡圖2.6 和驅動控制系統(tǒng)原理如圖 2.7 及挖掘機液壓系統(tǒng)圖 2.8。微電子系控制器（PLC）顯示器電位計輸入信號開關控制信號傳感器信號電液比例電磁閥電液開關閥報警信號燈等發(fā)動機信號 GPS&GSMJ1939CAN 總線輸入控制信號 輸出控制信號圖 2.6 PLC 控制系統(tǒng)簡圖南昌航空大學科技學院學士學位論文10行 駛 操 縱 手 柄緊 急 開 關電 源 1 2 / 2 4 VP L C 控 制 系 統(tǒng)電 位 器檔 位 設 定噴 射 泵發(fā) 動 機控 制 電 磁 鐵E PE PE PE P速 度 傳 感 器微 調 / 制 動分動箱變 量 泵變 量 馬 達圖 2.7 液壓挖掘機行駛驅動系統(tǒng)控制原理圖南昌航空大學科技學院學士學位論文11圖 2.8 挖掘機液壓系統(tǒng)圖1補油閥；2中央回轉接頭；3馬達支腿分配閥；4行走馬達制動閥；5行走馬達；6支腿油缸；7支腿鎖閥；8回轉馬達；9回轉制動閥；10斗桿油缸；11懸掛分配閥；12懸掛油缸；13閥組 II；14閥組 I；15鏟斗油缸；16動臂油缸；17-單向節(jié)流閥；18-柴油機; 19雙聯(lián)齒輪泵;201油箱;21冷卻器;22濾油器2.4 輪式行走裝置的傳動設計（液壓機械傳動）單斗液壓挖掘機輪胎地盤較為普遍的傳動方式是行走液壓馬達直接裝在變速箱上。變速箱引出前后傳動軸驅動前后橋，或者再經過輪邊減速裝置驅動輪胎。變速箱有專門的氣壓或液壓操縱，有越野檔、公路檔。液壓機械傳動采用高速液壓馬達，使用可靠。這鐘傳動系統(tǒng)比機械傳動簡單。省掉了上下傳動箱及垂直軸。機構布置較為方便，在轉向性能方面經過適當選擇液壓組件和變速箱檔位可以減少各檔間的牽引力突變。液壓機械傳動系統(tǒng)原理如圖 2.9圖 2.9 輪胎式挖掘機行走液壓機械傳動系統(tǒng)原理圖1-輪胎總成;2-轉向驅動橋;3-轉向油缸;4-轉向軸;5-行走馬達;6-變速箱;7-中央制動氣缸;8-驅南昌航空大學科技學院學士學位論文12動橋;9-制動鼓;10-輪邊減速器;11-主減速器;12-中央制動器;13-換檔氣缸2.5 輪式行走裝置的構造專用輪胎地盤通常由箱形結構的車架、轉向前橋、后橋、行走傳動機構以及支腿等組成.由于輪胎式挖掘機的行走速度不高。因此。后橋斗式剛性懸掛的.而前橋則采用中間鉸接液壓懸掛的平衡裝置。2.5.1 懸掛裝置選擇輪胎式單斗液壓挖掘機由于行走速度不高。因此，一般采用后橋剛性固接，使結構簡單。但為了改善行走性能，前橋通常制成擺動式懸掛平衡裝置如圖 2.10。車架與前橋通過中間的擺動銷軸鉸接。在鉸的兩側設有兩個懸掛液壓缸，液壓缸的一端與車架連接，活塞桿端與前橋連接?？刂崎y有兩個位置。圖示的位置為挖掘機在工作時的狀態(tài)?？刂崎y將兩個液壓缸的工作腔及油箱的聯(lián)系切斷。此時液壓缸將前橋的平衡懸掛鎖住。有利于穩(wěn)定工作，當挖掘機行走時控制閥向左移。使兩個懸掛液壓缸的工作腔連通，并與油箱接通。前橋能適應路面的高低坡度。上下擺動使輪胎與地面接觸良好，充分發(fā)揮牽引力。圖 2.10 液壓挖掘機懸掛平衡裝置1-閥;2-懸掛液壓缸;3-擺動鉸;4-前橋2.5.2 轉向機構南昌航空大學科技學院學士學位論文13輪胎式挖掘機的司機室布置在回轉平臺上。轉臺可三百六十度回轉，因而挖掘機必須有一套專門的轉向機構，方可在司機室操縱輪胎轉向。轉向機構應該滿足轉向機構的操縱:(1).轉臺回轉不影響轉向機構的操縱;(2).操縱輪胎轉向要有隨動特性。輪胎的轉交隨方向盤成比例而轉動。方向盤不動;輪胎也應停止轉動;(3).操縱輕便。減輕勞動強度;(4).要減輕轉向時輪子受到沖擊反應到方向盤的力.能實現(xiàn)上述轉向的機構有多種見圖 2.11。如機械式轉向、液壓助力轉向和氣壓助力轉向等，其中以液壓動力轉動的轉向應用最為普遍。圖 2.11 轉向機構原理示意1-轉向輪;2-左轉向節(jié)臂;3-轉向節(jié)主銷;4-轉向液壓缸;5-轉向橫拉桿;6-前軸;7-右轉向節(jié)臂; 8-液壓泵;9-轉向器;10-方向盤;11-中心回轉接頭2.5.3 轉向方式南昌航空大學科技學院學士學位論文14圖 2.12 各種轉向方式 a) 前輪轉向; b) 四輪轉向; c) 斜形轉向; d) 后輪轉向液壓挖掘機的轉向性能優(yōu)劣也是影響作業(yè)效率的因素之一。為了使輪胎挖掘機機動靈活，可在轉向機構中增加一套四位六通閥。可以按需要成為四種不同的方式操縱轉向輪，如圖 2.12a) 為前輪轉向，屬于一般情況; b) 為前后輪轉向，車身較長時可使轉彎半徑較小;c) 為斜形轉向，使整個車身斜形，便于車子離開或靠近作業(yè)面; d) 為后輪轉向便于倒車行走時轉向。圖 1.7 中列出了多種轉向方式。南昌航空大學科技學院學士學位論文153 整機傳動系的設計根據設計任務書要求，機重為 11 噸；輪胎規(guī)格為 9.00-20；輪胎動力半徑r =0.491 米。挖掘機最大牽引力 P =0.6 機重；發(fā)動機功率 N=58.8KW，轉速w k2000r/min；油泵最大流量 2100l/min；最大工作壓力 21MPa。最高行駛速度31Km/h，設計取全橋驅動。根據已知參數(shù)。查機械設計手冊選長江液壓件廠油泵 G20-15-系列。額定壓力 21MPa 采用定量泵系統(tǒng)。3.1 選擇液壓馬達類型、行走速度及傳動比(1) 確定油馬達的參數(shù)此挖掘機采用定量系統(tǒng)，故液壓馬達選用雙速定量低速大扭矩（軸向柱塞液壓馬達） ，采用雙速的原因是因為雙速液壓馬達有利于調節(jié)牽引力和行走速度。最高行駛速度由設計任務書所給為 Km/h。 31v根據樣機數(shù)據并參考機械設計手冊。液壓馬達選取長江液壓件廠的 GM16 型液壓馬達。額定壓力 21MPa.Q=200L/min。 n=1800r/min。 南昌航空大學科技學院學士學位論文16q = =0.111L/r 0182(3-1)= =0.115L/min m(3-2)= = 0.98=1704r/min NmaxqQv15.02(3-3)= Mmaxmp2=0.159300.1150.9=493.7N.M (3-4)= pqQ21=0.159300.1150.8=439N.M (3-5)式中 -壓力損失，pPanda05/3-容積效率， 0.98v-機械效率，0.9 m-額定扭矩(N.M)Max-實際扭矩 即油馬達啟動扭矩(N.M)Q(2) 傳動比分配根據啟動牽引力作為計算第一檔速度的依據(越野檔)。則其總傳動比為:316.0rGiQW總(3-6)式中 -機重(T);G-油馬達啟動扭矩 (N.M);MQ-輪胎半徑(m);rw-軸與變速箱總效率。0.8.33.926.01rGiQW總南昌航空大學科技學院學士學位論文17第二檔速度(公路檔)取決于挖掘機的最大行駛速度合油馬達的最大轉速。其總傳動比為:vnriw37.02總(3-7)式中 -油馬達最大轉速(r/min);n-輪胎半徑 (m);rw-挖掘機最大行駛速度(Km/h).vi總2vnrw37.0= 149.=10.175根據上面的總傳動比計算。變速箱合驅動橋的傳動比分配如下:驅動橋:一般工程車輛中多采用驅動橋合輪邊減速器結合使用。所以驅動橋總減速比可取的大一點.參考樣機選取本機的驅動橋傳動比為 21.變速箱: 第一檔 i15.4239第二檔 8073.2 實際速度及牽引力越野檔速度: = = 3.4 Km/hv5.42193.牽引力為: = = 66 KNTmax08變速箱輸出軸扭矩: mNiMQ.97.3公路檔速度: = = 31 Km/hv15.47.牽引力為: = = 7.28 KNmax908.3.3 挖掘機行走裝置參數(shù)行走裝置型式: 輪胎式;挖掘機重量: 11 噸;南昌航空大學科技學院學士學位論文18牽引力: 66 KN輪胎規(guī)格: 9.00-20;輪胎動力半徑: 0.491m;油馬達主要參數(shù):排量: 0.115L/min;扭矩: 493.7 N.m轉速: 1704 r/min;流量: 200 L/min.公路行駛時的主要參數(shù):速度: 31 Km/h;變速箱傳動比: 0.485變速箱輸出軸扭矩: 212.9 N.m變速箱及驅動橋效率: 0.85越野檔行駛時的主要參數(shù):速度: 3.4 Km/h;變速箱傳動比: 4.5變速箱輸出軸扭矩: 1975.5 N.m變速箱及驅動橋效率: 0.853.4 變速箱設計設計的變速箱要能保證一下要求:(1) 改變傳動比。擴大驅動輪的轉矩合轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件。如起步、加速、上坡等，同時使發(fā)動機在有利的工況下作業(yè)。(2) 實現(xiàn)倒檔。在發(fā)動機旋轉方向不變的前提下，使車輛能前進和倒退行駛;(3) 實現(xiàn)空檔?？汕袛鄠鲃酉到y(tǒng)的動力傳遞，以使發(fā)動機能夠啟動、怠速。并可在發(fā)動機運轉的情況下，車輛長時間停車，便于變速箱換檔和動力輸出。本設計采用機械式換檔，即人力通過操縱機構撥動嚙合套進行換檔。變速箱有兩對嚙合齒輪，采用齒輪常嚙合，嚙合套換檔。因此兩對齒輪的中心距離要相等。3.4.1 低速檔齒輪設計南昌航空大學科技學院學士學位論文19根據設計方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。因其傳動速度不高，故齒面嚙合選用7 級精度（GB1009588） 。1 材料選擇由參考文獻3第 189 頁，表 10-1，選擇小齒輪材料為 40Cr（調質后表面淬火），硬度為 50HRC，大齒輪材料為 40Cr（調質） ，硬度為 280HBS。2 齒數(shù)確定選小齒輪齒數(shù) =18.大齒輪齒數(shù) 184.581，Z12iZ1取 81。23 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算，即32112. eHeUTkddtt(3-8) 式中 -載荷系數(shù)；Kt-齒輪分度圓直徑；dt1-齒寬系數(shù)；-齒輪傳動比；u-彈性影響系數(shù)；Ze-齒輪所傳遞的扭矩T1-材料許用應力。Ha 確定公式內的各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) =1.3Kt 小齒輪所傳遞的扭矩 T1mN.39.405= 由參考文獻3第 201 頁，表 107 兩支撐相對小齒輪作不對稱布置，故取 1.0d 由參考文獻3第 198 頁，表 106 彈性影響系數(shù)，取 =189.8 MPaZe 由參考文獻3第 207 頁，表 1021d 調質處理合金鋼的 limH查得 小齒輪得接觸疲勞強度極限 1200 MPa；1limH大齒輪的接觸疲勞強度極限 800 MPa2li南昌航空大學科技學院學士學位論文20 計算應力循環(huán)系數(shù) LnNhj160=601704820069.82 h 8(3-9)hj260=60 820065.4178=式中 -轉速；n-同側齒廓嚙合次數(shù)；j-工作小時數(shù)。LH 由參考文獻3第 203 頁，圖 10-19 灰鑄鐵接觸疲勞壽命系數(shù) 。KHN查得 =0.95; =0.97KN1HN2 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%。安全系數(shù)為 S=1=1SHlinN1=0.951200=1140 MPa (3-10)=2SHlinNK2=0.97800=776 MPab 計算 計算小齒輪分度圓直徑 ，代入 中較小的數(shù)值dt13212.HeUZTkdtt=2.323 25768.190.49. =80.469 mm 計算圓周速度 v= =4.85 m/s 106ndt南昌航空大學科技學院學士學位論文21(3-11) 計算齒寬 b= =80.469 mm.dt1 計算齒寬與齒高之比 h模數(shù): = / =4.47 mmmdt1Z齒高: =2.25 =2.254.47=10.06 mm=80.469/10.06=8.0hb 計算載荷系數(shù)根據 =4.85 m/s。7 級精度.查參考文獻3第 192 頁，圖 10-8 動載系數(shù)v值Kv得動載系數(shù) =1.14。 v由參考文獻3第 190 頁，表 10-2 取使用系數(shù) =2.0，7 級精度.KA由參考文獻3第 193 頁，表 10-3 及 469.80235bFtA(3-12)=539.2 N.mm 100 N.mm查得 = =1.1KHa小齒輪相對支撐非對稱布置時:=1.12+0.18(1+0.6 2) 2+0.2310-3b Hd(3-13)10-2469.803.16.018.2=1.593由 =8.0。 =1.593 得 =1.46。故載荷系數(shù)hbKHFkHavA(3-14)=21.141.11.593=3.995南昌航空大學科技學院學士學位論文22 按實際得載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。有= . = 80.469 = 112.25 mm d1t3ktK3.195(3-15) 計算模數(shù)M=d/z = = 6.23 1825.(3-16)4 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為:m (3-321FSadYZTK17)式中 -載荷系數(shù)k-齒寬系數(shù)；d-齒輪齒數(shù)； z1-齒形系數(shù) ;YFa-應力校正系數(shù);S-齒輪所傳遞的扭矩；T1-彎曲疲勞強度極限。a 確定公式內的各計算數(shù)值: 由參考文獻3第 204 頁，圖 10-20 齒輪的彎曲疲勞強度極限 FE查得 小齒輪得彎曲疲勞強度極限 =650 MPa;1FE大齒輪得彎曲疲勞強度極限 =550 MPa.2 由參考文獻3第 202 頁，圖 10-18 彎曲疲勞壽命系數(shù) KFN查得 =0.85; =0.88.KFN1FN2 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞許用系數(shù) S=1.4得 = = 0.85650/1.4 = 394.6 Mpa 1SFEN1(3-18) 南昌航空大學科技學院學士學位論文23= =0.88550/1.4 = 345.7 MPaF2SFlinNK2 計算載荷系數(shù) k= 21.141.11.46 = 3.662 FavA(3-19) 由參考文獻3第 197 頁，表 10-5 齒形系數(shù) 及應力校正系數(shù)YFaSa查得 =2.91; =2.22YFa1Fa2=1.54; =1.775SS 計算大小齒輪的 并加以比較Fa= =0.01136 Sa16.39452(3-20)= =0.01141FYSa27.345兩者比較,大齒輪的數(shù)值大.b 設計計算m321FSadZTK32041.96.8=4.81 mm對比計算結果。由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) m。由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力。僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關。可由彎曲疲勞強度計算的模數(shù) m=4.81。取 m=5。按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑計算。.小齒輪的齒數(shù) = /mZ1d=22.45圓整取 22。大齒輪齒數(shù) =4.522.45=101.0252南昌航空大學科技學院學士學位論文24圓整取 1025 齒輪幾何尺寸計算 分度圓直徑= m=110 mmd1Z= m=510 mm2 計算中心距=( + )/2=310 mma12 計算齒輪寬度= =110 mmbd1取 =110 mm; =115 mmB213.4.2 高速檔齒輪設計根據設計方案,選用直齒圓柱齒輪傳動。因其傳動速度不高,故齒面嚙合選用 7級精度（GB1009588） 。由于高速擋齒輪設計原理和步驟和低速擋齒輪一樣，因此低速擋齒輪設計同上步驟，經計算彎曲疲勞強度的模數(shù) m=2.517。取 m=3。按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑 md150=計算小齒輪的齒數(shù) = =50Z1/大齒輪齒數(shù) =0.48550=242這樣設計出來的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度。又滿足了齒根彎曲疲勞強度。并做到結構緊湊。避免浪費.3.4.3 齒輪變位因為計算的上對齒輪已將兩軸的中心距確定。所以現(xiàn)在需要調整兩對齒輪的分度圓直徑。來滿足兩軸的中心距.解決方法:先在傳動比不變的條件下改變齒數(shù)。使改變后的中心距與實際要求的相差較小。再通過齒輪的變位來達到滿足中心距的要求.重新確定小齒輪齒數(shù)為:; 1392=Z67485.0139=南昌航空大學科技學院學士學位論文25此時的中心距為= =309a326719采用角度變位齒輪傳動中的正傳動。其中心距大于標準中心距。嚙合角大于分度圓壓力角。兩輪的齒全高比標準齒輪短.正傳動的優(yōu)點是可以減少齒輪機構的尺寸。并且兩輪均采用正變位。能使齒輪機構的承載能力有較大提高.缺點使。由于嚙合角的增大和實際嚙合線減短。故使重合度減少較多.a 變位齒輪傳動的設計已知 、 、m、 、Z12a 確定嚙合角=arccos ( )2cos= arccos ( )31096.0 確定變位系數(shù)和+ = ( + )( + )/(2 )12inviZ12tan(6739ta0 206tan214.34.8.00=0.4217 確定中心距變動系數(shù)= = =0.33yma 3091 確定齒頂高降低系數(shù)=( + )-12y=0.4217-0.33=0.0917 分配變位系數(shù)(盡量平均分配)=0.2117; =0.2112 計算齒輪的幾何尺寸齒頂高 =( + - )mha1*1y南昌航空大學科技學院學士學位論文26=(1+0.2117-0.0917) 3=3.36( + - )mha2*2y=(1+0.21-0.0917) 3=3.355齒根高 =( + - )mf1*ahc1=(1+0.25-0.2117) 3=3.115=( + - )mf2*ah2=(1+0.25-0.21) 3=3.12節(jié)圓直徑 =d1cos/62.047=418.668 mm=2cos/.01=201.805 mm齒頂圓直徑 = +2da1ha1=423.72= +2a2a2=207.713.5 輪邊減速器3.5.1 傳動方案的選擇由參考文獻12第 123 頁，初定輪邊減速傳動比為 。方案采用常見2.51KTi得一級大減。太陽輪輸入行星架輸出。由此確定行星排參數(shù) .等于齒圈齒數(shù)4與太陽輪齒數(shù)之比.下圖為其傳動簡圖 3-1.南昌航空大學科技學院學士學位論文27圖 3-1 輪邊減速器傳動簡圖1-半軸套管;2-半軸;3-太陽輪;4-行星齒輪;5-行星齒輪軸;6-齒圈;7-行星架.3.5.2 配齒選擇a 各行星排齒圈齒數(shù)盡量接近，最好是取成相同。b 小齒輪的齒數(shù)不要取得過小，應考慮軸和軸承的布置和避免產生根切。c 行星輪最小齒數(shù)不小于 1417，太陽輪的最小齒數(shù)應取得更多一些。本設計取的太陽輪 18 個齒。行星輪 30 個齒。滿足要求.3.5.3 行星傳動系設計主要參數(shù)確定.首先找倒現(xiàn)有的同類機械。統(tǒng)一等級和機構類型相似的輪邊減速器作為參考.然后根據情況的不同。適當?shù)倪x擇參數(shù).a 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)直接決定齒輪彎曲強度。從增加彎曲強度出發(fā)。應選大模數(shù).但在中心距和速比一定的情況下若選用小模數(shù)。則可以增加齒數(shù)。使重疊系數(shù)增大。傳動的平穩(wěn)性和齒輪接觸強度有所改善.因此在滿足彎曲強度的前提下。應盡量采用小模數(shù)。一般可按下面的經驗公式來初選模數(shù):31MKm(3-21)式中 -太陽輪扭矩M1-模數(shù)系數(shù)。Km南昌航空大學科技學院學士學位論文28模數(shù)初取 4 mm.經計算:=96 mm。 AmZsp2DepmZ120b 齒寬在一定范圍內齒寬大齒的強度就高。但輪邊減速器受徑向尺寸和軸向尺寸的限制。又不能太大。試驗證明。齒寬過分增大時。由于沿齒寬方向負荷分布不均勻性增大。反而使齒輪承載能力隨之降低.查參考文獻3第 201 頁，表 10-7 圓柱齒輪的齒寬系數(shù) d結合本機工作情況。取 =0.5.d則: =0.5184=36b4 其他部件設計4.1 軸和軸承設計初選軸徑由參考文獻3第 362 頁，公式(15-2)可初步估算出軸得直徑即 30nPAd式中 -軸所受得扭矩 KW;P-軸的轉速 r/min;n= (查參考文獻3第 362 頁，表 153 取 126)A032.95T代入各數(shù)據得: md5.361704823所以輸入軸得最小直徑取 40 毫米。兩端軸承選內徑為 40 毫米深溝球軸承.載荷南昌航空大學科技學院學士學位論文29大，尺寸受限制時。往往采用圓錐滾子軸承。其支撐剛度大。但對軸的變形敏感.內外圈可分離。裝拆方便.圓錐滾子軸承能承受軸向力。當要求承載能力大時。還可采用雙列球面滾柱軸承。這種軸承耐沖擊能力好。能自動調心。允許內外圈軸線有較大的現(xiàn)對偏斜。對軸線偏差能起補償作用.但徑向球軸承價格便宜、且能承受一定得軸向力、對軸的變形不敏感、點接觸的摩擦小。適宜用于高速。因其額定負荷小，因而主要用于中、小載荷。代入輸出軸的扭矩。計算如下: 615.4231d所以輸出軸選最小軸徑 65 毫米。兩端用 65 毫米的圓錐滾子軸承支撐。中部為花鍵形式。4.2 軸承、鍵和連軸器的選擇4.2.1 輸入軸根據輸入軸的軸徑選擇其鍵、軸承和連軸器.已知輸入軸的軸徑為 40 mm。由參考文獻4第 107 頁，表 11-28。選擇普通平鍵。公稱直徑 =128.hb由參考文獻3 第 103 頁，公式(6-1) pPkldT1023校核普通平鍵聯(lián)接的強度.式中 -傳遞的轉矩，N. m；T-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。 =0.5hk-鍵的工作長度，單位為 mm。平頭平鍵 ，這里 為鍵的公稱長度，單位l Ll為 mm;b 為鍵的寬度，單位為 mm-軸的直徑。單位為 mmd-鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力。單位為 MPP對于變速箱軸上的鍵。 取為 100 MPa.P代入數(shù)值得:=48.99 MPakldT1023=4285.93Pd故，此鍵滿足工作要求.連軸器:南昌航空大學科技學院學士學位論文30由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 125 頁，表 13-2 選取 YL10 型.軸承:由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 119 頁，表 12-6 選取 6209 型深溝球軸承.軸承端蓋:由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 132 頁，表 14-1 計算軸承端蓋得各幾何參數(shù).端蓋的連接螺釘直徑為md103=;85D;105.230md;80305mdD;.32e.234.2.2 輸出軸根據輸出軸的軸徑選擇其鍵、軸承和連軸器.已知輸出軸的軸徑為 65 mm。由參考文獻4第 107 頁，表 11-28。選擇普通平鍵。公稱直徑 =2214.hb由參考文獻3第 103 頁，公式(6-1) PPkldT1023校核普通平鍵聯(lián)接的強度.式中 -傳遞的轉矩， N. m；T-鍵與輪轂鍵槽的接觸高度， ；kb5.0-鍵的工作長度，單位為 mm，平頭平鍵 ，這里 為鍵的公稱長度，單l Ll位為 mm;b 為鍵的寬度，單位為 mm。-軸的直徑，單位為 mm；d-鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力，單位為 MPP對于變速箱軸上的鍵， 取為 100 MPa。P代入數(shù)值得: kldTP1023654.9=13.59 MPa P故，此鍵滿足工作要求.連軸器:南昌航空大學科技學院學士學位論文31由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 123 頁，表 13-2 選取 YLD 10 型.軸承:由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 119 頁，表 12-6 選取 6214 型深溝球軸承.軸承端蓋:由軸徑和轉矩并查參考文獻4第 132 頁，表 14-1 計算軸承端蓋得各幾何參數(shù).端蓋的連接螺釘直徑為 md103;25D;5.23;145305mdD;8.30e.235 液壓挖掘機行走裝置運動仿真設計5.1 模型的建立液壓挖掘機的行走過程是通過輪胎與地面的摩擦力使得產生運動的一個過程。斗裝滿后提升,回轉到卸土位置進行卸土。液壓挖掘機行走裝置為了實現(xiàn)上述周期性作業(yè)動作,整機由下列幾個基本組成部分:動力裝置、回轉機構、傳動操作機構、行走裝置和輔助設備。對液壓挖掘機行走裝置的零件進行三維實體造型幾乎要用到Pro/ E 中所有的常用操作方法,如拉伸、旋轉、倒角、以及圓角等常用操作命令。例如傳動齒輪先繪制草繪圖,用到 直線 、圓 、修剪等操作,再拉伸得到齒輪的主體。接下來主要用拉伸操作依次繪制傳動軸、減速箱,切除操作繪制軸孔,最后用相關其他工具完成整個行走裝置的繪制。其它主要零部件還包